Министерство образования и науки Украины

ОДЕССКАЯ НАЦИОНАЛЬНАЯ МОРСКАЯ АКАДЕМИЯ

Измаильский факультет

Кафедра судовых энергетических установок

КУРСОВАЯ РАБОТА по дисциплине "Судовые турбинные установки и их эксплуатация"

Расчёт турбины утилизационного турбогенератора

Выполнил:

Курсант 232 группы

Специальности ЭСЭУ

Шевченко Михаил Эдуардович

Принял:

Доцент ОНМА

Лихогляд Константин Андреевич

Измаил - 2012

Задание на курсовую работу по дисциплине СТУ и Э

Расчёт турбины утилизационного турбогенератора

Исходные данные

Эффективная мощность, N_e - 260 кВт

Давление пара перед соплами, p₀ - 0.94 МПа

Температура пара перед соплами, t₀ - 280 °C

Давление в конденсаторе, p_к - 0.008 МПа

Частота вращения турбины, n - 8000 мин^-1

Содержание работы

1. Описание турбины.

2. Предварительный расчёт турбины.

3. Тепловой расчёт двухвенечной ступени.

4. Определение размеров проточной части ступени.

5. Расчет внутренних потерь.

6. Теплоперепад по ступеням давления.

7. Расчет ступеней давления.

8. Вопросы технической эксплуатации турбинной установки.

Литература

1. Слободянюк Л.И., Поляков В.И. Судовые паровые и газовые турбины и их эксплуатация. – Л.: Судостроение, 1983. – 358 с.

2. Гречко Н.Ф. Судовые турбинные установки: Справочное пособие. – Одесса: «ФЕНІКС», 2005. – 317 с.

3. Брыль А.И., Шакун С.Н. Методические указания по выполнению курсовой работы "Расчёт турбины утилизационного турбогенератора". – О.: ОНМА, 2010.

Руководитель Лихогляд К. А.

1. Описание турбины

Паровая турбина – это механизм, преобразующий потенциальную энергию пара сначала в кинетическую энергию скоростной струи пара, а затем в механическую работу вращения вала; выходящая их сопла струя пара воздействует на лопатки и тем самым вращает колесо, а значит, и вал.

Паровая турбина состоит из: одного или нескольких соединенных колес, насаженных на общий вал с радиально укрепленными на ободе каждого колеса рабочими лопатками; в составе: ротор (вращающаяся часть) и статор (неподвижная часть) с подшипниками ротора и аппаратом направления струи пара; в этом аппарате происходит расширение пара с падением его давления и увеличивается скорость струи.

В зависимости от расположения оси ротора, числа корпусов и принципа работы турбины бывают: вертикальные и горизонтальные, 1-корпусные и многокорпусные, активные и реактивные.

Степень использования энергии пара в турбине зависит от разности давления пара при входе и выходе из нее; паровые турбины мощностью более 3500÷7500 кВт изготовляю 2-х и 3-х корпусными; в многокорпусных турбинах корпуса соединяются последовательно одним паропроводом.

Особенностью паровой турбины является ее способность вращаться только в одну сторону; поэтому для обеспечения судну заднего хода (реверса) устанавливают турбину заднего хода, мощность которой составляет 40-50% мощности турбины переднего хода, ее размещают либо в отдельном агрегате, либо на одном валу с турбиной низкого давления p_n переднего хода в ее же корпусе.

Для обеспечения n_вращ = 80÷200 об/мин используют специальную передачу – зубчатый редуктор (2-х ступенчатый); паровая турбина с редуктором образуют главный турбозубчатый агрегат (ГТЗА).

Для регулирования N и n на паропроводах ставят паровыпускные клапана, распределяющие поступающий пар по группам сопл, маневровые клапана, а также стопорный, быстрозапорный и разобщительный клапана.

ГТЗА снабжают валоповоротным устройством с приводом от электродвигателя.

Конденсатор служит для обратного превращения отработавшего пара в воду и позволяет увеличить Ne турбины.

2. Предварительный расчёт турбины

   1. Энтальпию пара перед соплами i₀ = 2915 кДж/кг, принимают по диаграмме i-s.

   2. Энтальпию пара в конце теоретического процесса расширения i_1t = 2375 кДж/кг, находят по диаграмме i-s.

   3. Располагаемыйтеплоперепад в турбине

= 3013,6 – 2213,6 = 800 кДж/кг.

4. Относительный внутренний КПД турбиныпринимаем в пределах _oi = 0,7÷0,75

_oi = 0,72

5. Потери в выхлопном патрубке турбины

= = 4,68 кДж/кг,

где c_x = 80 100 = 90 м/с — скорость в выхлопном патрубке;

_x = 0,9 0,95 = 0,93 — коэффициент скорости.

6. Внутренний теплоперепад в турбине

= (800 – 4,68)∙0,72 = 572,63 кДж/кг.

7. Параметры пара за турбиной в конце действительного процесса расширения p_2z = 0,0085 МПа и v_2z = 17 м³/кг определяются по диаграмме i-s.

1. Тепловой расчёт двухвенечной ступени

   1. Относительный внутренний КПД ступени предварительно принимаем = 0,65 – 0,68 = 0,65.

   2. Средний диаметр ступени d_ср, = 0,467 м, принимаем по чертежу.

   3. Окружная скорость ступени

= = 208,077 м/с.

4. Характеристику ступени определяем по графикам или принимаем в диапазоне

= 0,23.

5. Условная скорость в ступени

= = 904,68 м/с.

6. Располагаемыйтеплоперепад ступени

= = 409,22 кДж/кг.

7. Внутреннийтеплоперепад ступени

= 409,22∙0,65 = 265,997 кДж/кг.

8. Параметры пара в конце теоретического процесса расширения, за ступенью p_2р = 0,123 МПа и v_2р =1,55 м³/кг определяются по диаграмме i-s.

9. Суммарная степень реактивности принимается в пределах

= 0,13,

где ₁0,02 ÷ 0,03 = 0,02— степень реактивности первого венца;

_н = (2 ÷ 2,5)₁ = 0,05— степень реактивности направляющего аппарата;

₂1,5₁ = 0,03— степень реактивности второго венца.

10. Вычисляем располагаемыйтеплоперепад в соплах:

= 409,22∙(1 – 0,13) = 356,02 кДж/кг.

11. Коэффициент скорости принимаем равным

_c = 0,92 ÷ 0,95 = 0,93.

12. Действительная абсолютная скорость выхода пара из сопел

= = 784,76 м/с.

13. Потери энергии в соплах

= 356,02∙(1 – ) = 48,098 кДж/кг.

14. Параметры пара за соплами в конце реального процесса расширения p_1с = 0,175 МПа и v_1с =1,05 м³/кг находим по диаграмме i-s.

15. Критическое давление пара

p_кр = p₀_кр =0,94∙0,546 = 0,51 Па.

где _кр = 0,546 — для перегретого пара.

16. Энтальпия пара в критическом сечении i_кр = 2868 кДж/кг, определяется по диаграмме i-s.

17. Удельный объём пара в критическом сечении v_кр = 0,43 м³/кг, определяется по диаграмме i-s.

18. Располагаемый теплоперепад до критического сечения

= 3013,6 – 2868 = 145,6 кДж/кг.

19. Критическая скорость пара

= = 539,63 м/с

20. Угол установки сопел принимаем в пределах

₁= 8-14° = 11 .

21. Определение угла отклонения в косом срезе сопел Лаваля.

    1. Коэффициент энергетических затрат

= 1 – = 0,135

2. Коэффициент потерь

= = 0,156

3. Показатель политропы

= = 1,249

где k = 1,3—показатель адиабаты для перегретого пара.

4. Скорость звука в конце адиабатного расширения

= = 533,94

5. Определяем значение = = 0,0042

6. Находим углы:

= =3.4⁰

7. Угол отклонения потока в косом срезе

= 3.4⁰ – 12⁰ =2.2⁰

22. Угол выхода пара из сопел с учётом отклонения потока

₁₁=₁+ ⁰⁰⁰

23. Относительная скорость входа пара на I венец рабочих лопаток w₁₁ = 576,68 м/с, определяется из треугольника скоростей.

24. Угол входа пара на I венец рабочих лопаток ₁₁ = 18⁰, определяется из треугольника скоростей.

25. Коэффициент скорости I рабочего венца (принимаем) ₁ = 0,91÷0,93 = 0,92.

26. Относительная скорость выхода пара из рабочих лопаток I венца

=0,92 =543,45 м/с.

27. Угол выхода относительной скорости из рабочих лопаток I венца

= 18⁰ - 4⁰ = 14⁰

28. Абсолютную скорость выхода пара из рабочих лопаток I венца c₂₁ = 344 м/с, находим из треугольника скоростей.

29. Угол выхода пара из рабочих лопаток I венца ₂₁ = 22,5⁰ находим из треугольника скоростей.

30. Потери энергии в рабочих лопатках I венца

= = 22,68 кДж/кг.

31. Располагаемый теплоперепад на рабочих лопатках I венца

= 409,22∙0,02 = 8,18 кДж/кг.

32. Параметры пара за Iвенцом p₁ = 0,16 МПа и v₁ = 1,15 м³/кг находим по диаграмме i-s.

33. Теоретическая абсолютная скорость выхода пара из направляющего аппарата:

= = 399,07 м/с.

34. Коэффициент скорости направляющего аппарата принимаем

_н = 0,93 ÷ 0,95 = 0,94.

35. Абсолютная скорость выхода пара из направляющего аппарата

= 0,94∙399,07 = 375,13 м/с.

36. Потери энергии в направляющем аппарате

= = 9,268 кДж/кг.

37. Располагаемый теплоперепад на направляющий аппарат

= 409,22∙0,05 = 20,46 кДж/кг.

38. Параметры пара за направляющим аппаратом p_н = 0,14 МПа и v_н = 1,3 м³/кг находим по диаграмме i-s.

39. Угол выхода абсолютной скорости из направляющего аппарата

₁₂= ₂₁ – (8÷10)° = 22,5⁰ – 10⁰ = 12,5⁰.

40. Относительная скорость входа пара на II венец w₁₂ = 188 м/с, определяется из треугольника скоростей.

41. Коэффициент скорости для рабочих лопаток II венца (принимаем)

₂ = 0,92÷0,94 = 0,93.

42. Теоретическая относительная скорость выхода пара из IIвенца

= = 277,6 м/с.

43. Угол выхода пара из II венца

₂₂= ₁₂ – (8÷10)° = 27⁰ – 10⁰ = 17⁰.

44. Абсолютная скорость c₂₂ = 70 м/с и угол выхода пара ₂₂ = 82⁰ из II венцаопределяются из треугольника скоростей (см. рис. 3).

45. Потери энергии на рабочих лопатках II венца

= = 3,49 кДж/кг.

46. Располагаемый теплоперепад на II венце рабочих лопаток

= 409,22∙0,03 = 12,28 кДж/кг.

47. Параметры пара за II венцом рабочих лопаток p₂ = 0,123 МПа и v₂ = 1,4 м³/кг находим по диаграмме i-s.

48. Потери энергии с выходной скоростью

= = 2,45 кДж/кг.

49. Параметры пара на выходе из ступени p_2р = 0,123 МПа и v_u =1,46 м³/кг находим по диаграмме i-s.

Если полученные значения существенно отличаются от вычисленных в п. 3.8, расчёт следует повторить, скорректировав принимаемые значения.

50. Лопаточный КПД ступени, выраженный через потери теплоты

= = 0,79

51. Лопаточный КПД, выраженный через проекции скоростей

=

= = 0,76

или

,

где знак "+" или "–" выбирается в зависимости от направления скорости c₂₂.

52. Определение ошибки

 % = ∙ 100% = 3,7%.